混合動力車輛的制作方法

本發明涉及一種包括第一以及第二旋轉電機與變速部在內的混合動力車輛。

背景技術：

在混合動力車輛中，已知一種具有如下結構的混合動力車輛，即，除了具備發動機、兩個旋轉電機、動力分配機構之外，在發動機與動力分配機構之間還具備變速部。

在先技術文獻

專利文獻

專利文獻1：國際公開第2013/114594號

技術實現要素：

發明所要解決的課題

在于上述文獻中所公開的車輛中，采用了串聯并聯混合動力方式。在串聯并聯混合動力方式的車輛中，發動機的動力向第一電動發電機(第一MG)傳遞并被用于發電，另一方面，發動機的動力的一部分也通過動力分配機構而向驅動輪傳遞。

在混合動力車輛中，還已知一種實施如下的串聯行駛的結構(串聯混合動力方式)，所述串聯行駛為，通過發動機的動力而實施發電，并利用發電得到的電力而使電機驅動。在該串聯混合動力方式中，發動機的動力不會向驅動輪傳遞。

在上述文獻中所公開的車輛成為如下的結構，即，由于發動機的動力向第一電動發電機(第一MG)傳遞時通過動力分配機構而也向驅動輪傳遞，因此無法實施串聯行駛。

在串聯并聯混合動力方式中，在低車速時等的情況下，由于發動機的轉矩變動而可能會使被設置在發動機與驅動輪之間的驅動裝置之中的齒輪機構中發生齒輪撞擊聲，從而需要以避免發生該齒輪撞擊聲的方式選擇發動機的動作點，由此也存在從耗油率的角度來看并不是最佳的動作點的情況，從而還存在改善耗油率的余地。

另一方面，在串聯方式中，由于發動機與被設置在驅動裝置之中的齒輪機構完全斷開，因此可以不考慮這種齒輪撞擊聲。但是，由于在將發動機的轉矩一度全部轉換為電力之后通過電機而再次恢復為驅動輪的轉矩，因此在發動機的運轉效率良好的速度區域中，與串聯并聯混合動力方式相比耗油率會劣化。

如上文所述，與通過串聯混合動力方式而實施的行駛(以下稱之為“串聯行駛”)相比，通過串聯并聯混合動力方式而實施的行駛(以下也稱之為“串聯并聯行駛”)也具有優點。因此，期望能夠根據車輛的狀況而將行駛模式在實施串聯行駛的模式(以下也稱之為“串聯模式”)與實施串聯并聯行駛的模式(以下也稱之為“串聯并聯模式”)之間進行切換。

行駛模式的切換被假定為，通過對例如離合器等的卡合元件的狀態進行變更來實施。在該情況下，當根據行駛模式的切換與變速部的變速比的切換均被要求實施的情況而同時實施雙方的切換時，同時進行控制的對象會增加，從而有可能控制會復雜化。

本發明是為了解決上述的課題而完成的發明，其目的在于，使行駛模式的切換與變速部的變速比的切換均被要求實施的情況下的控制簡化。

用于解決課題的方法

(1)本發明所涉及的混合動力車輛具備：內燃機；第一旋轉電機；第二旋轉電機，其以能夠向驅動輪輸出動力的方式而設置；變速部；差動部；離合器；控制裝置。

變速部具有被輸入來自內燃機的動力的輸入元件、和將被輸入至輸入元件的動力輸出的輸出元件，并且被構成為，能夠對在輸入元件與輸出元件之間以低速級與高速級中的任意的變速級而傳遞動力的非空檔狀態、與不在輸入元件與輸出元件之間傳遞動力的空檔狀態進行切換。

差動部具有被連接在第一旋轉電機上的第一旋轉元件、被連接在第二旋轉電機以及驅動輪上的第二旋轉元件、被連接在輸出元件上的第三旋轉元件， 并且被構成為，如果第一至第三旋轉元件中的任意兩個旋轉元件的轉速被確定，則剩余一個旋轉元件的轉速被確定。

離合器被設置在第二路徑上，并且被構成為，能夠對從內燃機向第一旋轉電機傳遞動力的卡合狀態、與將從內燃機向第一旋轉電機的動力傳遞截斷的釋放狀態進行切換，其中，所述第二路徑為，通過從內燃機經由變速部以及差動部而向第一旋轉電機傳遞動力的第一路徑之外的路徑而從內燃機向第一旋轉電機傳遞動力的路徑。

控制裝置能夠在串聯并聯模式、并聯模式、串聯模式之間對行駛模式進行切換，其中，所述串聯并聯行駛模式為將離合器設為釋放狀態并且將變速部設為非空檔狀態的模式，所述并聯模式為將離合器設為卡合狀態并且將變速部設為非空檔狀態的模式，所述串聯模式為將離合器設為卡合狀態并且將變速部設為空檔狀態的模式。

控制裝置在將行駛模式從串聯并聯模式和并聯模式中的一方的行駛模式切換為另一方的行駛模式且將變速級從低速級和高速級中的一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，選擇性地執行第一控制和第二控制，其中，所述第一控制為經由串聯模式而對行駛模式以及變速級進行切換的控制，所述第二控制為在不經由串聯模式的條件下，于實施了行駛模式的切換以及變速級的切換中的一方的切換之后實施另一方的切換的控制。

根據該結構，在將行駛模式從串聯并聯模式和并聯模式中的一方的行駛模式切換為另一方的行駛模式的情況下且將變速級從低速級和高速級中的一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，選擇性地執行第一控制與第二控制。由于在第一控制中，經由將變速部設為空檔狀態的串聯模式而對行駛模式以及變速級進行切換，因此與在不經由串聯模式的條件下同時實施雙方的切換的情況相比，同時進行控制的對象減少，從而控制被簡化。在第二控制中，雖然不經由串聯模式，但由于在實施了行駛模式以及變速級中的一方的切換之后實施另一方的切換，因此與同時實施雙方的切換的情況相比，同時進行控制的對象減少，從而控制被簡化。因此，即使選擇了第一控制以及第二控制中的某一方，也能夠使控制簡化。并且，能夠根據車輛的狀態來適當地選擇經由串聯模式的第一控制與不經由串聯模式的第二控制中的某個控制。

(2)優選為，控制裝置在預測為如果執行第一控制則變速部的輸入元件與差動部的第二旋轉元件的轉速比會既向減速方向進行變化也向增速方向進行變化時，執行第二控制，而在預測為如果執行第一控制則轉速比會向減速方向以及增速方向中的一方進行變化時，執行第一控制。

根據該結構，能夠抑制在行駛模式以及變速級切換時轉速比增減的情況。因此，能夠抑制車輛的駕駛性能的惡化。

(3)優選為，控制裝置將在并聯模式下一方的變速級被形成時的轉速比作為第一同步轉速比而預先進行存儲，并且將在并聯模式下另一方的變速級被形成時的轉速比作為第二同步轉速比而預先進行存儲。控制裝置在將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式、且將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，在轉速比的實際值被包括在第一同步轉速比與第二同步轉速比之間時，預測為如果執行第一控制則轉速比會既向減速方向進行變化也向增速方向進行變化。

根據該結構，在將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式的、且將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，在轉速比的實際值被包括在第一同步轉速比與第二同步轉速比之間時，執行第二控制。因此，能夠適當地抑制對行駛模式以及變速級進行切換時轉速比增減的情況。

(4)優選為，第一控制為，在于串聯并聯模式下使轉速比與第一同步轉速比同步之后將行駛模式切換為串聯模式，并在于串聯模式下使轉速比與第二同步轉速比同步之后將行駛模式切換為并聯模式并且將變速級切換為另一方的變速級的控制。第二控制為，在將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級之后，將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式的控制。

根據該結構，由于在第一控制中，實施在行駛模式以及變速級的切換前使轉速比與切換后的轉速比同步的控制，因此能夠抑制由于切換而導致產生沖擊。此外，由于在第二控制中，在對變速級進行了切換后將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式，因此能夠使控制簡化。

(5)優選為，控制裝置將在并聯模式下一方的變速級被形成時的轉速比作為第一同步轉速比而預先進行存儲，并且將在并聯模式下另一方的變速級被形成時的轉速比作為第二同步轉速比而預先進行存儲。控制裝置在將行使模式從并聯模式切換為串聯并聯模式、且將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，在轉速比的目標值被包括在第一同步轉速比與第二 同步轉速比之間時，預測為如果執行第一控制則轉速比會既向減速方向進行變化也向增速方向進行變化。

根據該結構，在將行使模式從并聯模式切換為串聯并聯模式、且將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級的情況下，在轉速比的目標值被包括在第一同步轉速比與第二同步轉速比之間時，執行第二控制。因此，能夠適當抑制在對行駛模式以及變速級進行切換時轉速比增減的情況。

(6)優選為，第一控制為，在將行駛模式從并聯模式切換為串聯模式、并且在串聯模式下使轉速比與第二同步轉速比同步之后，將行駛模式切換為串聯并聯模式并且將變速級切換為另一方的變速級的控制。第二控制為，在將行駛模式從并聯模式切換為串聯并聯模式之后，將變速級從一方的變速級切換為另一方的變速級的控制。

根據該結構，由于在第一控制中，實施在行駛模式以及變速級的切換前使轉速比與切換后的轉速比同步的控制，因此能夠抑制由于切換而導致產生沖擊。此外，由于在第二控制中，在將行駛模式從并聯模式切換為串聯并聯模式之后對變速級進行切換，因此能夠使控制簡化。

附圖說明

圖1為表示車輛的整體結構的圖。

圖2為簡要地表示車輛的各結構元件的動力傳遞路徑的框圖。

圖3為表示車輛的控制裝置的結構的框圖。

圖4為表示車輛的行駛狀態與離合器C1、制動器B1、離合器CS的控制狀態之間的對應關系的工作卡合表。

圖5為EV單電機行駛模式下的列線圖。

圖6為EV雙電機行駛模式下的列線圖。

圖7為HV行駛(串聯)模式下的列線圖。

圖8為HV行駛(并聯Lo)模式下的列線圖。

圖9為HV行駛(并聯Hi)模式下的列線圖。

圖10為HV行駛(串聯并聯Lo)模式下的列線圖。

圖11為HV行駛(串聯并聯Hi)模式下的列線圖。

圖12為決定控制模式的模式判斷映射圖(其中之一)。

圖13為決定控制模式的模式判斷映射圖(其中之二)。

圖14為表示由控制模式的切換而引起的控制對象的變化的圖。

圖15為表示通過第一切換控制來實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下的動力傳遞裝置的變速比的變化。

圖16為表示通過第二切換控制來實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下的動力傳遞裝置的變速比的變化。

圖17為表示控制裝置的處理順序的流程圖(其中之一)。

圖18為表示控制裝置的處理順序的流程圖(其中之二)。

圖19為表示通過第一切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換的情況下的各旋轉元件的動作、各卡合元件的動作以及各動力源的輸出轉矩的變化的一個示例的圖。

圖20為表示用于確定是通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第二切換控制來對控制模式進行切換的映射圖的一個示例的圖(其中之一)。

圖21為表示用于確定是通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第二切換控制來對控制模式進行切換的映射圖的一個示例的圖(其中之二)。

具體實施方式

以下，參照附圖，對本發明的實施方式進行說明。另外，在以下的實施方式中，對于相同或相當的部分標記相同的參照符號，并且不重復進行其說明。

[混合動力車輛的整體結構]

圖1為表示本實施方式的車輛1的整體結構的圖。車輛1包括：發動機10、驅動裝置2、驅動輪90、控制裝置100。驅動裝置2包括：第一電動發電機(以下，稱之為“第一MG”)20、第二電動發電機(以下，稱之為“第二MG”)30、變速部40、差動部50、離合器CS、輸入軸21、輸出軸(副軸)70、差速器80、液壓回路500。

車輛1為使用發動機10、第一MG20以及第二MG30中的至少任意一個的動力而行駛的FF(前置發動機前輪驅動)方式的混合動力車輛。車輛1也可 以為，能夠通過外部電源而對未圖示的車載蓄電池進行充電的插電式混合動力車輛。

發動機10為，例如汽油發動機或者柴油發動機等的內燃機。

第一MG20以及第二MG30為，例如具有被埋設了永久磁鐵的轉子的永磁同步電動機。驅動裝置2為，第一MG20被設置在與發動機10的曲軸(輸出軸)同軸的第一軸12上、而第二MG30被設置在與第一軸12不同的第二軸14上的多軸式的驅動裝置。第一軸12以及第二軸14相互平行。

在第一軸12上還設置有變速部40、差動部50以及離合器CS。變速部40、差動部50、第一MG20以及離合器CS按照所列舉的順序從靠近發動機10的一側起依次排列。

第一MG20以能夠輸入來自發動機10的動力的方式而設置。更加具體而言，在發動機10的曲軸上連接有驅動裝置2的輸入軸21。輸入軸21沿著第一軸12而向遠離發動機10的方向延伸。輸入軸21在從發動機10延伸出的頂端處與離合器CS連接。第一MG20的旋轉軸22沿著第一軸12而呈筒狀地延伸。輸入軸21在與離合器CS連接的近前側穿過旋轉軸22的內部。輸入軸21經由離合器CS而與第一MG20的旋轉軸22連接。

離合器CS被設置在從發動機10向第一MG20傳遞動力的動力傳遞路徑上。離合器CS為能夠對輸入軸21與第一MG20的旋轉軸22進行連結的液壓式的摩擦卡合元件。當將離合器CS被設為卡合狀態時，輸入軸21與旋轉軸22被連結，從而容許從發動機10向第一MG20進行動力傳遞。當離合器CS被設為釋放狀態時，輸入軸21與旋轉軸22的連結被解除，從而切斷從發動機10經由離合器CS而向第一MG20的動力傳遞。

變速部40對來自發動機10的動力進行變速并向差動部50輸出。變速部40具有：包括太陽齒輪S1、小齒輪P1、內嚙合齒輪R1以及行星齒輪架CA1在內的單小齒輪式的行星齒輪機構；離合器C1；制動器B1。

太陽齒輪S1以使第一軸12成為其旋轉中心的方式而設置。內嚙合齒輪R1被設置在與太陽齒輪S1同軸上、且太陽齒輪S1的徑向外側處。小齒輪P1被配置在太陽齒輪S1以及內嚙合齒輪R1之間，并與太陽齒輪S1以及內嚙合齒輪R1相嚙合。小齒輪P1以能夠旋轉的方式被行星齒輪架CA1支承。行星齒輪架CA1與輸入軸21連接，并且與輸入軸21一體地進行旋轉。小齒輪P1 被設置為，能夠以第一軸12作為中心而進行旋轉(公轉)并且能夠繞小齒輪P1的中心軸而進行旋轉(自轉)。

太陽齒輪S1的轉速、行星齒輪架CA1的轉速(即，發動機10的轉速)以及內嚙合齒輪R1的轉速，如后文所述的圖5至圖11所示，成為在列線圖上由直線連結的關系(即，當任意兩個旋轉元件的轉速被確定時，剩余的一個旋轉元件的轉速也被確定的關系)。

在本實施方式中，行星齒輪架CA1作為輸入來自發動機10的動力的輸入元件而被設置，內嚙合齒輪R1作為將輸入至行星齒輪架CA1的動力輸出的輸出元件而設置。通過包括太陽齒輪S1、小齒輪P1、內嚙合齒輪R1以及行星齒輪架CA1在內的行星齒輪機構，從而對被輸入至行星齒輪架CA1的動力進行變速并從內嚙合齒輪R1輸出。

離合器C1為，能夠對太陽齒輪S1與行星齒輪架CA1進行連結的液壓式的摩擦卡合元件。當離合器C1被設為卡合狀態時，太陽齒輪S1與行星齒輪架CA1被連結從而一體地進行旋轉。當離合器C1被設為釋放狀態時，太陽齒輪S1與行星齒輪架CA1的一體旋轉將被解除。

制動器B1為能夠對太陽齒輪S1的旋轉進行限制(鎖止)的液壓式的摩擦卡合元件。當制動器B1被設為卡合狀態時，太陽齒輪S1被固定在驅動裝置的殼體上，從而太陽齒輪S1的旋轉會被限制。當制動器B1被設為釋放(非卡合)狀態時，太陽齒輪S1與驅動裝置的殼體被斷開，從而容許太陽齒輪S1的旋轉。

變速部40的變速比(作為輸入元件的行星齒輪架CA1的轉速與作為輸出元件的內嚙合齒輪R1的轉速的比，具體而言為，行星齒輪架CA1的轉速/內嚙合齒輪R1的轉速)，根據離合器C1以及制動器B1的卡合以及釋放的組合而被切換。當離合器C1被卡合且制動器B1被釋放時，將形成變速比成為1.0(直接連結狀態)的低齒輪級Lo。當離合器C1被釋放且制動器B1被卡合時，將形成變速比成為小于1.0的值(例如0.7，所謂的超速狀態)的高齒輪級Hi。另外，當離合器C1被卡合且制動器B1被卡合時，由于太陽齒輪S1以及行星齒輪架CA1的旋轉會被限制，因此內嚙合齒輪R1的旋轉也會被限制。

變速部40被構成為，能夠對傳遞動力的非空檔狀態與不傳遞動力的空檔狀態進行切換。在本實施方式中，上述的直接連結狀態以及超速狀態對應于非空檔狀態。另一方面，當離合器C1以及制動器B1均被釋放時，成為行星 齒輪架CA1能夠以第一軸12為中心而進行空轉的狀態。由此，取得從發動機10被傳遞至行星齒輪架CA1的動力不會從行星齒輪架CA1向內嚙合齒輪R1進行傳遞的空檔狀態。

差動部50具有：包括太陽齒輪S2、小齒輪P2、內嚙合齒輪R2以及行星齒輪架CA2在內的單小齒輪式的行星齒輪機構；以及副軸驅動齒輪51。

太陽齒輪S2以使第一軸12成為其旋轉中心的方式而設置。內嚙合齒輪R2被設置在與太陽齒輪S2同軸上且在太陽齒輪S2的徑向外側處。小齒輪P2被配置在太陽齒輪S2與內嚙合齒輪R2之間，并與太陽齒輪S2以及內嚙合齒輪R2相嚙合。小齒輪P2以能夠旋轉的方式被行星齒輪架CA2支承。行星齒輪架CA2與變速部40的內嚙合齒輪R1連接，并與內嚙合齒輪R1一體地進行旋轉。小齒輪P2被設置為能夠以第一軸12為中心而進行旋轉(公轉)、且繞小齒輪P2的中心軸而進行旋轉(自轉)。

在太陽齒輪S2上連接有第一MG20的旋轉軸22。第一MG20的旋轉軸22與太陽齒輪S2一體地進行旋轉。在內嚙合齒輪R2上連接有副軸驅動齒輪51。副軸驅動齒輪51為與內嚙合齒輪R2一體地進行旋轉的差動部50的輸出齒輪。

太陽齒輪S2的轉速(即，第一MG20的轉速)、行星齒輪架CA2的轉速以及內嚙合齒輪R2的轉速如后文所述的圖5至圖11所示，成為在列線圖上以直線而連結的關系(即，當任意兩個旋轉元件的轉速確定時，剩余的一個旋轉元件的轉速也會被確定的關系)。因此，在行星齒輪架CA2的轉速為預定值的情況下，通過對第一MG20的轉速進行調節，從而能夠無級地對內嚙合齒輪R2的轉速進行切換。

另外，在本實施方式中，對差動部50由行星齒輪機構構成的情況進行了說明。但是，差動部50并不限定于此，只需以當三個旋轉元件之中的任意兩個旋轉元件的轉速確定時，剩余的一個旋轉元件的轉速也會被確定的方式而構成即可，例如，也可以由差速器構成。

輸出軸(副軸)70以與第一軸12以及第二軸14平行的方式而延伸。輸出軸(副軸)70被配置為與第一MG20的旋轉軸22以及第二MG30的旋轉軸31平行。在輸出軸(副軸)70上設置有從動齒輪71以及驅動齒輪72。從動齒輪71與差動部50的副軸驅動齒輪51嚙合。即，發動機10以及第一MG20的動力經由差動部50的副軸驅動齒輪51而向輸出軸(副軸)70傳遞。

另外，變速部40以及差動部50在從發動機10至輸出軸(副軸)70的動力傳遞路徑上被串聯連接。因此，來自發動機10的動力在于變速部40以及差動部50中被實施了變速之后，向輸出軸(副軸)70傳遞。

從動齒輪71與被連接于第二MG30的旋轉軸31的減速齒輪32相嚙合。即，第二MG30的動力經由減速齒輪32而向輸出軸(副軸)70進行傳遞。

驅動齒輪72與差速器80的差速器內嚙合齒輪81相嚙合。差速器80經由左右驅動軸82而分別與左右驅動輪90連接。即，輸出軸(副軸)70的旋轉經由差速器80而向左右驅動軸82傳遞。

通過采用設置有離合器CS的上述那樣的結構，從而車輛1能夠以串聯并聯模式進行動作，且能夠以串聯模式進行動作。關于這一點，使用圖2的示意圖而對在各個模式下來自發動機的動力如何被實施進行說明。

圖2為簡略地表示圖1中的車輛的各結構元件的動力傳遞路徑的框圖。參照圖2，車輛1具備：發動機10、第一MG20、第二MG30、變速部40、差動部50、蓄電池60、離合器CS。

第二MG30被設置為，能夠向驅動輪90輸出動力。變速部40具有：輸入來自發動機10的動力的輸入元件、和將被輸入至輸入元件的動力輸出的輸出元件。變速部40被構成為，能夠對在該輸入元件與輸出元件之間傳遞動力的非空檔狀態、和在輸入元件與輸出元件之間不傳遞動力的空檔狀態進行切換。

蓄電池60在動力運行時向第一MG20以及第二MG30供給電力，并且對利用第一MG20以及第二MG30來進行再生時通過發電而得到的電力進行存儲。

差動部50具有被連接于第一MG20的第一旋轉元件、被連接于第二MG30以及驅動輪90的第二旋轉元件、被連接于變速部40的輸出元件的第三旋轉元件。差動部50被構成為，例如如行星齒輪機構等那樣，當第一至第三旋轉元件中的任意兩個旋轉元件的轉速確定時，剩余的一個旋轉元件的轉速會被確定。

車輛1被構成為，能夠通過傳遞動力的兩個路徑K1、K2中的至少任意一個路徑而從發動機10向第一MG20傳遞動力。路徑K1為，從發動機10經由變速部40以及差動部50而向第一MG20傳遞動力的路徑。路徑K2為，通過路徑K1之外的路徑而從發動機10向第一MG20傳遞動力的路徑。離合器CS被設置在路徑K2上，并能夠對從發動機10向第一MG20傳遞動力的卡合狀態與對從發動機10向第一MG20傳遞動力進行切斷的釋放狀態進行切換。

在使發動機運轉的HV行駛模式下，當將離合器C1或者制動器B1中的任意一方設為卡合狀態而將另一方設為釋放狀態，從而將變速部40控制為非空檔狀態時，通過路徑K1而使動力從發動機10向第一MG20傳遞。與此同時，當將CS離合器設為釋放狀態，并將路徑K2切斷時，車輛能夠以串聯并聯模式進行動作。

另一方面，在使發動機運轉的HV行駛模式下，當通過CS離合器而將發動機10與第一MG20直接連結從而通過路徑K2來實施動力傳遞，并且將離合器C1與制動器B1均設為釋放狀態而將變速部40控制為空檔狀態從而將路徑K1切斷時，車輛能夠以串聯模式進行動作。此時，差動部50中，由于與變速部40連接的旋轉元件成為能夠旋轉自如(自由)，因此其他兩個旋轉元件也能夠互不影響地旋轉。因此，能夠獨立地實施如下的動作，即，通過發動機10的旋轉而使第一MG20旋轉從而實施發電的動作、和使用通過發電而產生的電力或被充電至蓄電池60中的電力而使第二MG30驅動從而使驅動輪旋轉的動作。

另外，變速部40并非必須為能夠對變速比進行變更的部件，只要為能夠對路徑K1的發動機10與差動部50的動力傳遞進行切斷的結構，則也可以為單純的離合器那樣的部件。

圖3為表示圖1中的車輛的控制裝置100的結構的框圖。參照圖3，控制裝置100包括：HVECU(Electric Control Unit：電子控制單元)150、MGECU160、發動機ECU170。HVECU150、MGECU160、發動機ECU170分別為，以包含計算機的方式而構成的電子控制單元。另外，ECU的個數并不限定為三個，也可以作為整體而統一成一個ECU，還可以分割為兩個或者四個以上的個數。

MGECU160對第一MG20以及第二MG30進行控制。MGECU160例如對向第一MG20供給的電流值進行調節，從而對第一MG20的輸出轉矩進行控制，并且，對向第二MG30供給的電流值進行調節，從而對第二MG30的輸出轉矩進行控制。

發動機ECU170對發動機10進行控制。發動機ECU170例如實施發動機10的電子節氣門的開度的控制、通過輸出點火信號而實施的發動機的點火控制、針對發動機10的燃料的噴射控制等。發動機ECU170通過電子節氣門的開度控制、噴射控制、點火控制等來對發動機10的輸出轉矩進行控制。

HVECU150對車輛整體進行綜合控制。在HVECU150上連接有車速傳感器、加速器開度傳感器、MG1轉數傳感器、MG2轉數傳感器、輸出軸轉數傳感器、蓄電池傳感器等。HVECU150通過這些傳感器而取得車速、加速器開度、第一MG20的轉數(在以下的說明中也會記載為轉速)、第二MG30的轉數、副軸70的轉數、蓄電池狀態SOC等。

HVECU150根據所取得的信息而對針對車輛的要求驅動力、要求動力、要求轉矩等進行計算。HVECU150根據所計算出的要求值來確定第一MG20的輸出轉矩(以下也會記載為“MG1轉矩Tm1”)、第二MG30的輸出轉矩(以下也會記載為“MG2轉矩Tm2”)以及發動機10的輸出轉矩(以下，也會記載為“發動機轉矩Te”)。HVECU150向MGECU160輸出MG1轉矩Tm1的指令值以及MG2轉矩Tm2的指令值。此外，HVECU150向發動機ECU170輸出發動機轉矩Te的指令值。

HVECU150根據后文所述的行駛模式等而對離合器C1、CS以及制動器B1進行控制。HVECU150分別向圖1的液壓回路500輸出針對離合器C1、CS的供給液壓的指令值(PbC1、PbCS)以及針對制動器B1的供給液壓的指令值(PbB1)。此外，HVECU150向圖1的液壓回路500輸出控制信號NM以及控制信號S/C。

圖1的液壓回路500根據各指令值PbC1、PbB1而對針對離合器C1以及制動器B1的供給液壓進行控制，并且通過控制信號NM而對電動油泵進行控制，并通過控制信號S/C而對離合器C1、制動器B1以及離合器CS的同時卡合的容許/禁止進行控制。

[混合動力車輛的控制模式]

以下，使用工作卡合表與列線圖而對車輛1的控制模式進行詳細說明。

圖4為，表示車輛1的行駛狀態與離合器C1、制動器B1、離合器CS的控制狀態之間的對應關系的工作卡合表。

控制裝置100以“電機行駛模式(以下稱之為“EV行駛模式”)”或者“混合動力行駛模式(以下稱之為“HV行駛模式”)”而使車輛1行駛。EV行駛模式是指，使發動機10停止并通過第一MG20或者第二MG30中的至少一方的動力而使車輛1行駛的控制模式。HV行駛模式是指，通過發動機10以及第二MG30的動力而使車輛1行駛的控制模式。另外，在這些控制模式下，也可以追加在不使用第一MG20以及第二MG30的條件下通過發動機10的驅動力而使 車輛行駛的發動機行駛模式。在EV行駛模式以及HV行駛模式中的各自的模式中，控制模式進一步被細化。

在圖4中，“C1”、“B1”、“CS”、“MG1”、“MG2”分別表示離合器C1、制動器B1、離合器CS、第一MG20、第二MG30。C1、B1、CS的各欄中的圓形(○)標記表示“卡合”，×標記表示“釋放”，三角(△)標記表示在發動機制動時使離合器C1以及制動器B1中的某一方卡合。此外，MG1欄以及MG2欄中的“G”表示主要作為發電機而進行動作的情況，“M”表示主要作為電機而進行動作的情況。

在EV行駛模式中，控制裝置100根據用戶的要求轉矩等而選擇性地對通過第二MG30單獨的動力而使車輛1行駛的“單電機行駛模式”與通過第一MG20以及第二MG30雙方的動力而使車輛1行駛的“雙電機行駛模式”進行切換。

在驅動裝置2的負載為低負載的情況下使用單電機行駛模式，而當負載成為高負載時轉移至雙電機行駛模式。

如圖4的E1欄所示，在通過EV單電機行駛模式而使車輛1驅動(前進或者后退)的情況下，控制裝置100通過使離合器C1釋放且使制動器B1釋放從而將變速部40設為空檔狀態(不傳遞動力的狀態)。此時，控制裝置100使第一MG20主要作為使太陽齒輪S2固定為零的固定單元而進行動作，并使第二MG30主要作為電機而進行動作(參照后文所述的圖5)。為了使第一MG20作為固定單元而進行動作，也可以以使第一MG20的轉速成為零的方式將轉速進行反饋而對第一MG20的電流進行控制，在即便轉矩為零也能夠將轉速維持為零的情況下，也可以不施加電流而是利用齒槽效應轉矩。另外，由于當將變速部40設為空檔狀態時，在實施再生制動時發動機10不會被帶動旋轉，因此對應于該量的損失較少，從而能夠回收較大的再生電力。

如圖4的E2欄所示，在通過EV單電機行駛模式而對車輛1進行制動的情況下且需要實施發動機制動的情況下，控制裝置100使離合器C1以及制動器B1中的某一方卡合。例如，在僅通過再生制動而制動力不足的情況下，將發動機制動與再生制動并用。此外，例如，由于在蓄電池60的SOC接近充滿電狀態的情況下，無法使再生電力進行充電，因此考慮到設為發動機制動狀態。

通過使離合器C1以及制動器B1中的某一方卡合，從而成為驅動輪90的旋轉被傳遞至發動機10進而發動機10旋轉的、所謂的發動機制動狀態。此時，控制裝置100使第一MG20主要作為電機而進行動作，使第二MG30主要作為發電機而進行動作。

另一方面，如圖4的E3欄所示，在通過EV雙電機行駛模式而對車輛1進行驅動(前進或者后退)的情況下，控制裝置100使離合器C1卡合且使制動器B1卡合，從而對變速部40的內嚙合齒輪R1的旋轉進行限制(鎖止)。由此，由于與變速部40的內嚙合齒輪R1連結的差動部50的行星齒輪架CA2的旋轉也會被限制(鎖止)，因此差動部50的行星齒輪架CA2被維持在停止狀態(發動機轉速Ne＝0)。而且，控制裝置100使第一MG20以及第二MG30主要作為電機而進行動作(參照后文所述的圖6)。

并且，對EV行駛模式的E4、E5欄進行說明。雖然這些模式也與E3欄相同地為雙電機行駛模式，但在如下這一點上有所不同，即，即使在發動機轉速Ne不為零的點上也能夠進行動作(圖4中記載為“Ne自由”)。

在HV行駛模式下，行駛模式被進一步分類為串聯并聯模式、串聯模式、并聯模式這三種。在串聯并聯模式以及串聯模式下，控制裝置100使第一MG20主要作為發電機而進行動作，并使第二MG30主要作為電機而進行動作。此外，在并聯模式下，控制裝置100僅使第二MG30作為電機而進行動作(單電機)，或者使第一MG20、第二MG30均作為電機而進行動作(雙電機)。

在HV行駛模式下，控制裝置100將行駛模式在串聯并聯模式、串聯模式、并聯模式之間進行切換。

在串聯并聯模式下，發動機10的動力的一部分為了對驅動輪90進行驅動而被使用，剩余部分作為通過第一MG20而實施發電的動力而被使用。第二MG30使用通過第一MG20進行發電而得到的電力來對驅動輪90進行驅動。在串聯并聯模式下，控制裝置100根據車速而對變速部40的變速比進行切換。

在中低速區域中使車輛1前進的情況下，如圖4的H2欄所示，控制裝置100通過使離合器C1卡合且使制動器B1釋放，從而形成低齒輪級Lo(參照后文所述的圖10)。另一方面，在高速區域中使車輛1前進的情況下，如圖4的H1欄所示，控制裝置100通過使離合器C1釋放且使制動器B1卡合，從而形成高齒輪級Hi(參照后文所述的圖11)。在高齒輪級形成時與低齒輪級形成時，變速部40與差動部50整體作為無級變速器而進行動作。

在使車輛1后退的情況下，如圖4的H3欄所示，控制裝置100使離合器C1卡合且使制動器B1釋放。而且，控制裝置100在蓄電池的SOC較為充足的情況下，使第二MG30單獨地反向旋轉，而在蓄電池的SOC并不充足的情況下，使發動機10運轉并通過第一MG20而實施發電，并且使第二MG30反向旋轉。

在串聯模式下，發動機10的動力全部被用為通過第一MG20而實施發電的動力。第二MG30使用通過第一MG20進行發電而得到的電力來對驅動輪90進行驅動。在串聯模式下，在使車輛1前進的情況下或者使車輛1后退的情況下，如圖4的H4欄以及H5欄所示，控制裝置100使離合器C1以及制動器B1均釋放，且使離合器CS卡合(參照后文所述的圖7)。

并且，在HV行駛模式的H6至H9欄中表示并聯模式的控制狀態。雖然這些模式也為HV行駛模式，但第一MG20不會作為發電機而進行動作。在HV(并聯)行駛模式且雙電機行駛模式下，第一MG20作為電機而進行動力運轉動作，并輸出使驅動輪旋轉的轉矩，這一點與串聯并聯模式或串聯模式大為不同。在并聯模式下，離合器C1、制動器B1中的某一方被卡合而另一方被釋放，且離合器CS被卡合。在后文中使用圖8以及圖9的列線圖而對這些模式進行詳細敘述。

并且，車輛1也能夠通過不使用第一MG20以及第二MG30而進行行駛的發動機行駛模式來進行行駛。在車輛的行駛狀態與使發動機的效率較高的轉速以及轉矩一致時，不使發動機的動力使用于發電等中而是直接使用于驅動輪的旋轉中則效率較高。

以下，使用列線圖，針對圖4所示的控制模式之中的有代表性的控制模式而對各旋轉元件的狀態進行說明。

圖5為EV單電機行駛模式下的列線圖。圖6為EV雙電機行駛模式下的列線圖。圖7為HV行駛(串聯)模式下的列線圖。圖8為HV行駛(并聯Lo)模式下的列線圖。圖9為HV行駛(并聯Hi)模式下的列線圖。圖10為HV行駛(串聯并聯Lo)模式下的列線圖。圖11為HV行駛(串聯并聯Hi)模式下的列線圖。

另外，“并聯Lo模式”是指，將行駛模式設為并聯模式并將變速部40的變速級設為低齒輪級Lo的控制模式。“并聯Hi模式”是指，將行駛模式設為并聯模式并將變速部40的變速級設為高齒輪級Hi的控制模式。“串聯并聯 Lo模式”是指，將行駛模式設為串聯并聯模式并將變速部40的變速級設為低齒輪級Lo的控制模式。“串聯并聯Hi模式”是指，將行駛模式設為串聯并聯模式并將變速部40的變速級設為高齒輪級Hi的控制模式。

圖5至圖11所示的“S1”、“CA1”、“R1”分別表示變速部40的太陽齒輪S1、行星齒輪架CA1、內嚙合齒輪R1，“S2”、“CA2”、“R2”分別表示差動部50的太陽齒輪S2、行星齒輪架CA2、內嚙合齒輪R2。

使用圖5，對EV單電機行駛模式(圖4：E1)中的控制狀態進行說明。在EV單電機行駛模式下，控制裝置100使變速部40的離合器C1、制動器B1以及離合器CS釋放并且使發動機10停止，并使第二MG30主要作為電機而進行動作。因此，在EV單電機行駛模式下，使用MG2轉矩Tm2而使車輛1行駛。

此時，控制裝置100以使太陽齒輪S2的轉速成為零的方式而對MG1轉矩Tm1進行反饋控制。因此，太陽齒輪S2不會旋轉。然而，由于變速部40的離合器C1以及制動器B1被釋放，因此差動部50的行星齒輪架CA2的旋轉不會被限制。因此，差動部50的內嚙合齒輪R2、行星齒輪架CA2以及變速部40的內嚙合齒輪R1會與第二MG30的旋轉聯動，從而向與第二MG30的旋轉方向相同的方向被旋轉(空轉)。

另一方面，由于發動機10停止，從而變速部40的行星齒輪架CA1被維持在停止狀態。變速部40的太陽齒輪S1與內嚙合齒輪R1的旋轉聯動，從而向與內嚙合齒輪R1的旋轉方向相反的方向被旋轉(空轉)。

另外，為了在EV單電機行駛模式下實施減速，除了使用了第二MG30而進行的再生制動之外，還能夠使發動機制動進行工作。在該情況(圖4：E2)下，由于通過使離合器C1或者制動器B1中的任意一方卡合，從而在行星齒輪架CA2從驅動輪90側被驅動時發動機10也會被旋轉，因此發動機制動進行工作。

接下來，參照圖6而對EV雙電機行駛模式(圖4：E3)中的控制狀態進行說明。在EV雙電機行駛模式下，控制裝置100使離合器C1以及制動器B1卡合且使離合器CS釋放，并且使發動機10停止。因此，變速部40的太陽齒輪S1、行星齒輪架CA1、內嚙合齒輪R1的旋轉以轉速成為零的方式而被限制。

通過使變速部40的內嚙合齒輪R1的旋轉進行限制，從而差動部50的行星齒輪架CA2的旋轉也被限制(鎖止)。在該狀態下，控制裝置100使第一MG20以及第二MG30主要作為電機而進行動作。具體而言，將MG2轉矩Tm2 設為正轉矩而使第二MG30進行正轉，并且將MG1轉矩Tm1設為負轉矩而使第一MG20負旋轉。

通過使離合器C1卡合而對行星齒輪架CA2的旋轉進行限制，從而MG1轉矩Tm1以行星齒輪架CA2作為支點而向內嚙合齒輪R2傳遞。向內嚙合齒輪R2傳遞的MG1轉矩Tm1(以下稱之為“MG1傳遞轉矩Tm1c”)在正方向上發揮作用，并向副軸70傳遞。因此，在EV雙電機行駛模式下，使用MG1傳遞轉矩Tm1c與MG2轉矩Tm2而使車輛1行駛。控制裝置100以通過MG1傳遞轉矩Tm1c與MG2轉矩Tm2的總計來滿足用戶要求轉矩的方式而對MG1轉矩Tm1與MG2轉矩Tm2的分擔比率進行調節。

參照圖7，對HV行駛(串聯)模式(圖4：H4)中的控制狀態進行說明。在HV行駛(串聯)模式下，控制裝置100使離合器C1以及制動器B1釋放，并且使離合器CS卡合。因此，通過使離合器CS卡合，從而差動部50的太陽齒輪S2以與變速部40的行星齒輪架CA1相同的轉速進行旋轉，并且發動機10的旋轉以相同的轉速從離合器CS向第一MG20傳遞。由此，能夠實施以發動機10為動力源的由第一MG20所實施的發電。

另一方面，由于離合器C1以及制動器B1均被釋放，因此變速部40的太陽齒輪S1、內嚙合齒輪R1、差動部50的行星齒輪架CA2的旋轉不會被限制。即，由于變速部40成為空檔狀態，差動部50的行星齒輪架CA2的旋轉不會被限制，因此成為第一MG20的動力以及發動機10的動力不會傳遞至副軸70的狀態。因此，向副軸70傳遞MG2轉矩Tm2。因此，在HV行駛(串聯)模式下，進行以發動機10作為動力源的由第一MG20實施的發電，并且使用通過該發電而得到的電力的一部分或者全部而使車輛1以MG2轉矩Tm2進行行駛。

由于能夠實現串聯模式，因此在低車速時或者背景噪聲較低的車輛狀態中，能夠忽視在串聯并聯模式下需要引起注意的由發動機轉矩變動所引起的齒輪機構的齒輪撞擊聲，而對發動機10的動作點進行選擇。由此，增加了能夠同時實現車輛的靜謐性以及耗油率的提高的車輛狀態。

參照圖8，對HV行駛(并聯Lo)模式(圖4：H8以及H9)中的控制狀態進行說明。

在并聯Lo模式下，控制裝置100使離合器C1以及離合器CS卡合，并且使制動器B1釋放。因此，差動部50的旋轉元件(太陽齒輪S1、行星齒輪架 CA1、內嚙合齒輪R1)會一體地進行旋轉。由此，變速部40的內嚙合齒輪R1也以與行星齒輪架CA1相同的轉速進行旋轉。此外，由于離合器CS被卡合，因此差動部50的太陽齒輪S2以與變速部40的行星齒輪架CA1相同的轉速進行旋轉，從而發動機10的旋轉以相同的轉速從離合器CS向第一MG20被傳遞。由此，差動部50的旋轉元件與變速部40的旋轉元件(太陽齒輪S2、行星齒輪架CA2、內嚙合齒輪R2)全部以相同的轉數而進行旋轉。即，發動機10的轉速與內嚙合齒輪R2的轉速差(變速比)被固定為第一變速比。

參照圖9，對HV行駛(并聯Hi)模式(圖4：H6以及H7)中的控制狀態進行說明。

在并聯Hi模式下，控制裝置100使制動器B1以及離合器CS卡合，并且使離合器C1釋放。由于制動器B1被卡合，因此太陽齒輪S1的旋轉被限制。由此，輸入至變速部40的行星齒輪架CA1的發動機10的旋轉被增速，并從變速部40的內嚙合齒輪R1向差動部50的行星齒輪架CA2傳遞。另一方面，由于離合器CS被卡合，因此差動部50的太陽齒輪S2以與變速部40的行星齒輪架CA1相同的轉速旋轉，發動機10的旋轉以相同的轉速從離合器CS向第一MG20傳遞。由此，由于行星齒輪架CA2的轉速與太陽齒輪S2的轉速通過發動機轉數而被限制，因此發動機10的轉速與內嚙合齒輪R2的轉速差(變速比)被固定為第二變速比。另外，第二變速比為與第一變速比相比靠增速側的值(小于第一變速比的值)。

另外，由于在HV行駛(并聯：有級)且雙電機行駛模式(圖4的H7、H9)中，能夠將發動機10的轉矩Te(以下稱之為“發動機轉矩Te”)、MG1轉矩Tm1、MG2轉矩Tm2全部用于驅動輪的前進方向的旋轉轉矩，因此在驅動輪要求較大的轉矩的情況下尤其有效。此外，HV行駛(并聯：有級)且單電機行駛模式(圖4的H6、H8)的控制狀態相當于在圖8以及圖9中設為Tm1＝0的情況。此外，也能夠在HV行駛(并聯：有級)模式下設為Tm1＝0、Tm2＝0，從而僅通過發動機轉矩而進行行駛。

參照圖10，對HV行駛(串聯并聯Lo)模式(圖4：H2)中的控制狀態進行說明。

在串聯并聯Lo模式下，控制裝置100使離合器C1卡合，并且使制動器B1以及離合器CS釋放。因此，旋轉元件(太陽齒輪S1、行星齒輪架CA1、內嚙合齒輪R1)成為一體而進行旋轉。由此，變速部40的內嚙合齒輪R1也 以與行星齒輪架CA1相同的轉速進行旋轉，發動機10的旋轉以相同的轉速從內嚙合齒輪R1向差動部50的行星齒輪架CA2被傳遞。即，被輸入至變速部40的行星齒輪架CA1的發動機轉矩Te從變速部40的內嚙合齒輪R1向差動部50的行星齒輪架CA2傳遞。另外，低齒輪級Lo形成時從內嚙合齒輪R1被輸出的轉矩(以下稱之為“變速部輸出轉矩Tr1”)與發動機轉矩Te大小相同(Te＝Tr1)。

被傳遞至差動部50的行星齒輪架CA2上的發動機10的旋轉通過太陽齒輪S2的轉速(第一MG20的轉速)而被無級地變速，并向差動部50的內嚙合齒輪R2傳遞。此時，控制裝置100基本上使第一MG20作為發電機而進行動作，并使MG1轉矩Tm1向負方向發揮作用。由此，由MG1轉矩Tm1來承受用于將被輸入至行星齒輪架CA2上的發動機轉矩Te向內嚙合齒輪R2進行傳遞的反力。

被傳遞至內嚙合齒輪R2的發動機轉矩Te(以下稱之為“發動機傳遞轉矩Tec”)從副軸驅動齒輪51向副軸70傳遞，并作為車輛1的驅動力而發揮作用。

此外，在HV行駛(串聯并聯Lo)模式下，控制裝置100使第二MG30主要作為電機而進行動作。MG2轉矩Tm2從減速齒輪32向副軸70進行傳遞，并作為車輛1的驅動力而發揮作用。即，在HV行駛(串聯并聯Lo)模式下，使用發動機傳遞轉矩Tec與MG2轉矩Tm2來使車輛1進行行駛。

參照圖11，對HV行駛(串聯并聯Hi)模式(圖4：H1)中的控制狀態進行說明。

在串聯并聯Hi模式下，控制裝置100使制動器B1卡合，并且使離合器C1以及離合器CS釋放。由于制動器B1被卡合，因此太陽齒輪S1的旋轉被限制。由此，被輸入至變速部40的行星齒輪架CA1的發動機10的旋轉被增速，并從變速部40的內嚙合齒輪R1向差動部50的行星齒輪架CA2進行傳遞。因此，在高齒輪級Hi形成時，變速部輸出轉矩Tr1小于發動機轉矩Te(Te＞Tr1)。

[使用各控制模式的狀況]

圖12為，對車輛1主要以燃料作為能源而進行行駛的情況下的控制模式進行確定的模式判斷映射圖。該模式判斷映射圖被使用于混合動力汽車進行通常行駛的情況，或者插電式混合動力汽車在對蓄電池的蓄電狀態進行維持 的CS模式下進行行駛的情況。在圖12中，重疊地圖示了分界線由虛線表示的映射圖與分界線由實線表示的映射圖。分界線由虛線表示的映射圖為，在蓄電池60的輸入輸出動力不受到限制的情況下通常所使用的映射圖。另一方面，分界線由實線表示的映射圖為，由于SOC或溫度等各條件而使蓄電池60的輸入輸出動力被限制了的情況下所使用的映射圖。

首先，對分界線由虛線表示的映射圖的車輛負載為正的區域進行說明。在車速接近零并且車輛負載較小的區域中，使用EV單電機行駛模式。設為單電機行駛而非雙電機行駛是為了在突然踏下加速踏板時能夠使發動機立刻啟動。然后，在車速增高或者車輛負載增大時，使用串聯并聯Lo模式。在車輛負載進一步變大從而在串聯并聯Lo模式下轉矩不足的情況下，通過并聯Lo模式而將發動機轉矩Te全部向驅動輪輸出，且執行還使用了MG1轉矩Tm1或者MG2轉矩Tm2的電機輔助。另外，也可以在油門開啟降檔時使用該模式。

接下來，對分界線由虛線表示的映射圖的車輛負載為負的區域進行說明。在車速接近零且車輛負載較小的區域中，使用EV單電機行駛模式。當車速增加時，使用串聯模式。車輛負載為負的情況與車輛負載為正的情況相比，EV單電機行駛模式的區域變廣，這是因為，由于使發動機10啟動的模式為串聯模式，因此也可以不設置與用于使發動機啟動時的振動減小的反力轉矩相對應的余量。

接下來，對分界線由實線表示的映射圖的車輛負載為正的區域進行說明。在車輛負載為正且為低車速時，使用串聯模式。串聯模式對防止第二MG30與差速器齒輪之間的由松動撞擊而引起的噪音(所謂的松動音)較為有效。

隨著車速的上升，控制模式從串聯模式起按照并聯Hi模式、串聯并聯Hi模式的順序而進行轉移。由于并聯Hi模式為固定齒輪比，因此，因發動機10容易從將燃料消耗設為最小的動作點偏離，從而使用區域成為比較狹窄的帶狀。

此外，當車輛負載增大時，從串聯模式向串聯并聯Lo模式轉移。串聯并聯Lo模式為，在驅動力為優先的區域中較為有效。

接下來，對分界線由實線表示的映射圖的車輛負載為負的區域進行說明。在車輛負載為負的情況下，無論車速如何均使用串聯模式。由于在串聯模式下能夠在同一車速下任意對發動機轉速進行控制，因此能夠產生基于駕駛員的要求的發動機制動轉矩。由于使第一MG20克服發動機制動轉矩而旋轉，因 此第一MG20進行動力運行運轉。因此，由于通過第一MG20來消耗由第二MG30通過再生制動而產生的再生電力，因此即使在蓄電池60無法接受再生電力的情況下，也能夠通過第二MG30而進行再生制動。并且，由于第一MG20的轉速與發動機轉速相同，因此與其他的模式相比，由于不易受到由第一MG20的轉速上限所導致的發動機轉速的制約，從而能夠使發動機制動轉矩的絕對值增大。

圖13為對車輛1主要以被充電到蓄電池60中的電力作為能源而進行行駛的情況下的控制模式進行確定的模式判斷映射圖。該模式判斷映射圖用于混合動力汽車以EV行駛的情況、或者插電式混合動力汽車以消耗蓄電池的蓄電狀態的CD模式進行行駛的情況。

參照圖13而在正負的低負載區域中，使用單電機行駛的EV行駛模式。在CD模式下，由于基本上也可以不假定發動機10的啟動，因此不需要伴隨于發動機10的啟動的反力補償轉矩，而能夠將較廣的區域分配給單電機行駛的EV行駛模式。

在高負載區域中，由于在單電機行駛中轉矩不足，因此選擇雙電機行駛模式。即，在車速小于預定值的情況下且負載的大小較小的區域中，選擇單電機行駛的EV行駛模式，而當負載的大小大于預定值時選擇雙電機行駛的EV模式。

在雙電機行駛模式且車速超過預定值V1的情況下，由于第一MG20與小齒輪的轉速存在上限，因此車輛的狀態從發動機轉速Ne為零的雙電機行駛向Ne不為零的雙電機行駛進行變化。

當車速超過V2時，由于存在以蓄電池的電力而進行行駛時的能量效率將會惡化的傾向，因此選擇串聯并聯Lo、串聯并聯Hi、串聯中的任意一個HV行駛模式。在圖13中，在車速與V2相比而較高的區域中，如果車輛負載為負，則選擇串聯模式，在車輛負載為正的情況下，在低負載中選擇串聯并聯Hi模式，在高負載中選擇串聯并聯Lo模式。

[控制模式(行駛模式以及變速級)的切換]

在具有以上那樣的結構的車輛1的控制模式為HV行駛模式的情況下，在同時實施串聯并聯模式與并聯模式之間的行駛模式的切換，與高齒輪級Hi與低齒輪級Lo之間的變速部40的變速級的切換時，同時進行控制的對象將增多，從而控制會變得復雜化。

圖14為表示由HV行駛模式下的控制模式的切換所實現的控制對象的變化的圖。如上述那樣，在HV行駛模式下的控制模式中包括：串聯模式、串聯并聯Lo模式、串聯并聯Hi模式、并聯Lo模式、并聯Hi模式。

在圖14中，除了示出由控制模式的切換所實現的控制對象(離合器C1、制動器B1、離合器CS以及MG1轉矩Tm1)的變化之外，還示出了發生變化的控制對象的個數以及在控制模式的切換之前可否同步。切換前的控制模式包括：(A)串聯模式、(B)串聯并聯Lo模式、(C)串聯并聯Hi模式、(D)并聯Lo模式、(E)并聯Hi模式。切換后的控制模式也同樣地包括(a)串聯模式、(b)串聯并聯Lo模式、(c)串聯并聯Hi模式、(d)并聯Lo模式、(e)并聯Hi模式。

圖14的“C1”、“B1”以及“CS”分別表示離合器C1、制動器B1以及離合器CS的卡合狀態有無變化。具體而言，各欄中所記載的圓形(○)標記表示處于卡合狀態，×標記表示處于釋放狀態。即，圖14的“○→×”表示從卡合狀態向釋放狀態進行變化。圖14的“×→○”表示從釋放狀態向卡合狀態進行變化。圖14的“○”表示卡合狀態被維持。圖14的“×”表示釋放狀態被維持。

圖14的“Tm1”表示MG1轉矩Tm1有無變化。具體而言，圓形(○)標記表示存在轉矩輸出(不為零)，×標記表示轉矩輸出為零。即，圖14的“○→×”表示MG1轉矩Tm1從不為零的狀態向為零的狀態進行變化。圖14的“×→○”表示MG1轉矩Tm1從為零的狀態向不為零的狀態進行變化。圖14的“○→○”表示雖然均處于MG1轉矩Tm1不為零的狀態，但其轉矩的大小發生變化。圖14的“×”表示MG1轉矩Tm1為零的狀態被維持。

圖14的“sum”表示發生變化的控制對象的個數。另外，由于在圖14的“Tm1”欄中的“○→○”中，雖然處于MG1轉矩Tm1不為零的狀態，但其轉矩的大小會發生變化，因此被包括在發生變化的控制對象的個數之中。

圖14的“同步”表示，以包括變速部40以及差動部50在內的動力傳遞裝置內的旋轉元件的轉速不會由于由控制模式的切換而實施的卡合元件(離合器C1、制動器B1以及離合器CS)的狀態變化而發生突變的方式，而在控制模式的切換前預先使動力傳遞裝置內的旋轉元件的轉速與控制模式切換后的轉速同步。圖14的“可”表示能夠實施控制模式的切換前的同步，圖14的“不可”表示不能夠實施控制模式的切換前的同步。

例如，在實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換的情況下(圖14的(B)-(e)的組合的情況下)，由于圖14的“C1”為“○→×”，因此離合器C1從卡合狀態向釋放狀態進行變化。由于圖14的“B1”為“×→○”，因此制動器B1從釋放狀態向卡合狀態進行變化。由于圖14的“CS”為“×→○”，因此離合器CS從釋放狀態向卡合狀態進行變化。由于圖14的“Tm1”為“○→×”，因此MG1轉矩Tm1從不為零的狀態向其為零的狀態進行變化。因此，發生變化的控制對象為“C1”、“B1”、“CS”以及“Tm1”這四個，并且圖14的“sum”中圖示了“4”。圖14的“同步”圖示為“不可”。即，在切換前的串聯并聯Lo中，無法使動力傳遞裝置的變速比(變速部40的行星齒輪架CA1的轉速與差動部50的內嚙合齒輪R2的轉速的轉速比)預先與切換后的并聯Hi模式下的動力傳遞裝置的變速比同步。這是因為，切換后的并聯Hi模式下的動力傳遞裝置的變速比未被包括在，于切換前的串聯并聯Lo之中能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍內(參照后文敘述的圖15、16)。

由其他的切換而實現的變化為如圖14所示，因此不重復對其詳細說明。

在圖14所示的控制模式的切換的組合之中，圖14中的由虛線框所示的切換，即，串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換(圖14的(B)-(e)之間的切換以及(E)-(b)之間的切換)以及串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的切換(圖14的(D)-(c)之間的切換以及(C)-(d)之間的切換)中，發生變化的控制對象的個數為與其他的切換相比而較多的四個，并且為不能夠實施“同步”。這是因為，除了進行串聯并聯模式與并聯模式之間的行駛模式的切換之外，還需要在變速部40中實施低速級(離合器C1卡合、制動器B1釋放)與高速級(制動器B1卡合、離合器C1釋放)之間的變速級的切換。

如上文所述，在串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換以及串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的切換中，由于除了無法實施控制模式的切換前的同步之外，伴隨有行駛模式的切換和變速級的切換的雙方，因此同時進行控制的對象增多，進而控制會變得復雜化。

鑒于這樣的問題，本實施方式中的控制裝置100在被要求實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下以及被要求實施串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的切換的情況下(即被要求實施行駛模式的切換以及變速級的切換的情況下)，選擇性地執行第一切換控制與第二切換控制，其中，所 述第一切換控制為，經由串聯模式而對行駛模式以及變速級進行切換的控制，所述第二切換控制為，在不經由串聯模式的條件下，于實施了行駛模式的切換以及變速級的切換之中的一方的切換之后實施另一方的切換的控制。

在第一切換控制中，由于經由串聯模式而對行駛模式以及變速級進行切換，因此與同時實施行駛模式以及變速級的切換的情況(從串聯并聯Lo模式直接切換為并聯Hi模式的情況)相比，同時進行控制的對象減少，從而控制會被簡化。

圖15表示通過第一切換控制而實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下的動力傳遞裝置的變速比的變化。動力傳遞裝置的變速比是指，如上文所述，變速部40的行星齒輪架CA1的轉速與差動部50的內嚙合齒輪R2的轉速之間的轉速比。在圖15中，橫軸表示動力傳遞裝置的變速比。

在圖15中，矩形區域(A)表示在串聯并聯Lo模式下能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍，矩形區域(B)表示在串聯模式下能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍，矩形區域(C)表示在串聯并聯Hi模式下能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍。

在圖15中，矩形區域(D)表示并聯Lo模式中的動力傳遞裝置的第一變速比(以下也稱之為“Lo旋轉同步變速比”)，矩形區域(E)表示并聯Hi模式中的動力傳遞裝置的第二變速比(以下也稱之為“Hi旋轉同步變速比”)。第一變速比(Lo旋轉同步變速比)以及第二變速比(Hi旋轉同步變速比)均為固定值，被預先存儲在控制裝置100的內部存儲器中。

如圖15所示，雖然在于串聯并聯Lo模式中能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍中，包括了并聯Lo模式中的動力傳遞裝置的第一變速比(Lo旋轉同步變速比)，但不包括并聯Hi模式中的動力傳遞裝置的第二變速比(Hi旋轉同步變速比)。同樣地，雖然在于串聯并聯Hi模式中能夠變更的動力傳遞裝置的變速比的范圍中，包括了并聯Hi模式中的動力傳遞裝置的第二變速比(Hi旋轉同步變速比)，但不包括并聯Lo模式中的動力傳遞裝置的第一變速比(Lo旋轉同步變速比)。另一方面，在于串聯模式中能夠變更的變速比的范圍中，包括并聯Lo模式中的動力傳遞裝置的第一變速比(Lo旋轉同步變速比)以及并聯Hi模式中的動力傳遞裝置的第二變速比(Hi旋轉同步變速比)的雙方。

例如，假定當前的控制模式為串聯并聯Lo模式，且動力傳遞裝置的當前的變速比為與Lo旋轉同步變速比相比靠減速側的A(0)的情況。當在該情況下要求向并聯Hi模式切換時，控制裝置100通過第一切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換。

在第一切換控制中，動力傳遞裝置的變速比沿著由圖15的實線箭頭標記所示的路徑而進行變化。具體而言，控制裝置100依次實施以下的處理。

首先，控制裝置100使動力傳遞裝置的變速比與Lo同步轉速比同步。該處理是通過以使第一MG20的轉速與發動機10的轉速同步的方式對MG1轉矩Tm1進行反饋控制來實現。

在使動力傳遞裝置的變速比與Lo同步轉速比同步后，控制裝置100將行駛模式切換為串聯模式。在該切換中同時進行控制的對象為如圖14的(B)-(a)的組合所示“C1”、“Cs”、“Tm1”這三個，從而少于四個。

在將行駛模式切換為串聯模式之后，控制裝置100使動力傳遞裝置的變速比與Hi同步轉速比同步。該處理是通過以使變速部40的太陽齒輪S1成為零的方式對MG1轉矩Tm1進行反饋控制來實現。

在使動力傳遞裝置的變速比與Hi同步轉速比同步之后，控制裝置100將行駛模式切換為并聯模式并且將變速部40的變速級切換為高齒輪級Hi。在該切換中同時進行控制的對象為，如圖14的(A)-(e)的組合所示“B1”、“Tm1”這兩個，從而少于四個。

以此方式，由于在通過第一切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換的情況下，同時進行控制的對象的個數，與在從串聯并聯Lo模式直接向并聯Hi模式進行切換的情況下同時進行控制的對象的個數即四個相比而較少，從而控制被簡化。

由于在通過第一切換控制來實施從(C)串聯并聯Hi模式向(d)并聯Lo模式的切換、從(D)并聯Lo模式向(c)串聯并聯模式Hi的切換以及從(E)并聯Hi模式向(b)串聯并聯Lo模式的切換的情況下也同樣為同時進行控制的對象的個數少于四個，因此控制被簡化。

并且，在第一切換控制中，伴隨有使動力傳遞裝置的變速比與Lo同步轉速比同步的處理(以下稱之為“第一同步控制”)、和使動力傳遞裝置的變速比與Hi同步轉速比同步的處理(以下稱之為“第二同步控制”)。因此，能夠 抑制由于行駛模式以及變速級的切換而導致產生沖擊。因此，能夠順利地實施行駛模式以及變速級的切換。

由于在圖15所示的示例中，動力傳遞裝置的當前的變速比A(0)與Lo旋轉同步變速比相比靠減速側，因此由第一同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向與由第二同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向均為增速側。

然而，在動力傳遞裝置的當前的變速比A(0)被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi同步轉速比之間的情況下，由第一同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向與由第二同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向為反向。即，由于動力傳遞裝置的變速比在第一切換控制中既向減速方向也向增速方向進行變化，因此發動機10的轉速發生增減而可能使用戶產生不舒服感。

因此，控制裝置100在預測為如果執行第一切換控制則動力傳遞裝置的速度比會既向減速方向進行變化也向增速方向進行變化的情況下，即，切換前的動力傳遞裝置的變速比的實際值(或者切換后的變速比的目標值)被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi同步轉速比之間的情況下，不執行第一切換控制，而執行第二切換控制。

圖16表示通過第二切換控制來實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下的動力傳遞裝置的變速比的變化。由于圖16所示的橫軸以及各矩形區域(A)至(E)與圖15相同，因此不重復進行其詳細說明。

例如，假定當前的控制模式為串聯并聯Lo模式、且當前的變速比處于Lo旋轉同步變速比與Hi同步轉速比之間的A(1)的情況。在該情況下，當假設通過第一切換控制來實施向并聯Hi模式的切換時，如圖16的單點劃線所示，由第一同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向(減速方向)與由第二同步控制所實現的動力傳遞裝置的變速比的變化方向(增速方向)為反向。即，由于當假設執行第一切換控制時，動力傳遞裝置的變速比在第一切換控制中既向減速方向也向增速方向進行變化，因此會使用戶產生不舒服感。

因此，控制裝置100通過第二切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換。

在第二切換控制中，動力傳遞裝置的變速比沿著由圖16的實線箭頭標記所示的路徑而進行變化。具體而言，控制裝置100依次實施以下的處理。

首先，控制裝置100將變速部40的變速級從低齒輪級Lo切換為高齒輪級Hi。即，控制裝置100將行駛模式從串聯并聯Lo模式被切換為串聯并聯Hi模式。在該切換中同時進行控制的對象為，如圖14的(B)-(c)的組合所示“C1”、“B1”、“Tm1”這三個，從而少于四個。

在將變速部40的變速級從低齒輪級Lo切換為高齒輪級Hi之后，控制裝置100將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式。即，控制裝置100將行駛模式從串聯并聯Hi模式被切換為并聯Hi模式。在該切換中同時進行控制的對象為，如圖14的(C)-(e)的組合所示“CS”、“Tm1”這兩個，從而少于四個。

以此方式，由于即使在通過第二切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換的情況下，同時進行控制的對象的個數也少于在從串聯并聯Lo模式直接切換為并聯Hi模式的情況下的同時進行控制的對象的個數、即少于四個，因此控制被簡化。

由于即使在通過第二切換控制來實施從(C)串聯并聯Hi模式向(d)并聯Lo模式的切換、從(D)并聯Lo模式向(c)串聯并聯模式Hi的切換、以及從(E)并聯Hi模式向(b)串聯并聯Lo模式的切換的情況下也同樣為同時進行控制的對象的個數少于四個，因此控制被簡化。

以此方式，在第二切換控制中，在不經由串聯模式的條件下，于實施了行駛模式的切換以及變速級的切換之中的一方的切換之后，實施另一方的切換。因此，如圖16所示，能夠回避變速比會既向減速方向也向增速方向進行變化的情況，并且使控制簡化。

圖17為表示在將控制模式從串聯并聯Lo模式切換為并聯Hi模式時，控制裝置100所實施的處理順序的流程圖。

在步驟(以下，將步驟記載為S)10中，控制裝置100對是否存在有向并聯Hi模式進行切換的切換要求進行判斷。控制裝置100根據車速、車輛負載以及與由上述的圖12以及圖13所示的映射圖來對是否存在有向并聯Hi模式進行切換的切換要求進行判斷。在存在有向并聯Hi模式進行切換的切換要求的情況下(S10中為是)，處理向S11轉移。如果并非為該情況(S10中為否)，則結束處理。

在S11中，控制裝置100對當前變速比(動力傳遞裝置的變速比的實際值)與Lo旋轉同步變速比相比是否處于增速側進行判斷。控制裝置100例如根據發動機10的轉速與差動部50的內嚙合齒輪R2的轉速來對當前變速比進行計算。在當前變速比與Lo旋轉同步變速比相比處于增速側的情況下(S11中為是)，即當前變速比被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi旋轉同步變速比之間的情況下，處理向S12轉移。在當前變速比與Lo旋轉同步變速比相比不處于增速側的情況下(在S11中為否)，即當前變速比不被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi旋轉同步變速比之間的情況下，處理向S13轉移。

在S12中，控制裝置100通過第二切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換。即，控制裝置100在將變速部40的變速級從低齒輪級Lo切換為高齒輪級Hi之后，將行駛模式從串聯并聯模式切換為并聯模式。

在S13中，控制裝置100通過第一切換控制來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換。即，控制裝置100經由串聯模式而將控制模式從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式切換。更加具體而言，控制裝置100在于串聯并聯Lo模式下使動力傳遞裝置的變速比與Lo旋轉同步變速比同步之后，將行駛模式切換為串聯模式，并且在于串聯模式下使動力傳遞裝置的變速比與Hi旋轉同步變速比同步之后，將控制模式切換為并聯Hi模式。

圖18為表示在將控制模式從并聯Hi模式切換為串聯并聯Lo模式時控制裝置100所實施的處理順序的流程圖。

在S20中，控制裝置100對是否存在有向串聯并聯Lo模式進行切換的切換要求進行判斷。控制裝置100根據車速、車輛負載以及由圖12以及圖13所示的映射圖來對是否存在有向串聯并聯Lo模式進行切換的切換要求進行判斷。在存在有向串聯并聯Lo模式進行切換的切換要求的情況下(S20中為是)，處理向S21轉移。如果并非為該情況(S20中為否)，處理結束。

在S21中，控制裝置100對目標變速比(動力傳遞裝置的變速比的目標值)與Lo旋轉同步變速比相比是否處于增速側進行判斷。控制裝置100例如根據車輛1的行駛狀態與切換后的控制模式來對目標變速比進行確定。在目標變速比與Lo旋轉同步變速比相比處于增速側的情況下(S21中為是)，即目標變速比被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi旋轉同步變速比之間的情況下，處理向S22轉移。在目標變速比與Lo旋轉同步變速比相比不處于增速側的情 況下(S21中為否)，即目標變速比未被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi旋轉同步變速比之間的情況下，處理向S23轉移。

在S22中，控制裝置100通過第二切換控制來實施從并聯Hi模式向串聯并聯Lo模式的切換。即，控制裝置100在不經由串聯模式的條件下，于將行駛模式從并聯模式切換為串聯并聯模式之后，將變速部40的變速級從高齒輪級Hi切換為低齒輪級Lo。

在S23中，控制裝置100通過第一切換控制來實施從并聯Hi模式向串聯并聯Lo模式的切換。即，控制裝置100經由串聯模式來實施從并聯Hi模式向串聯并聯Lo模式的切換。更加具體而言，控制裝置100在將行駛模式從并聯模式切換為串聯模式，并且在串聯模式下使動力傳遞裝置的變速比與Lo旋轉同步速度比同步之后將控制模式切換為串聯并聯Lo模式，并且以在串聯并聯Lo模式中使動力傳遞裝置的變速比成為目標變速比的方式來對MG1轉矩進行控制。

圖19為表示通過第一切換控制(經由串聯模式)來實施從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式的切換的情況下的各旋轉元件的動作、各卡合元件的動作以及各動力源的輸出轉矩的變化的一個示例的圖。在圖19中，為了便于進行說明，從而假定加速器開度為固定的情況。

圖19的上部的曲線表示各旋轉元件(第一MG20的旋轉軸、發動機10的輸出軸以及第二MG30的旋轉軸)的轉速的時間變化的時序圖。圖19的上部的曲線的縱軸表示轉速，橫軸表示時間。

圖19的中部的曲線表示向各卡合元件(離合器C1、制動器B1以及離合器CS)供給的液壓的時間變化的時序圖。圖19的中部的曲線的縱軸表示液壓，橫軸表示時間。

圖19的下部的曲線表示各動力源(發動機10、第一MG20以及第二MG30)的輸出轉矩的時間變化的時序圖。圖19的下部的曲線的縱軸表示轉矩，橫軸表示時間。

當在時間t1處存在有從串聯并聯Lo模式向并聯Hi模式進行切換的切換要求時，在時間t2處開始實施從串聯并聯Lo模式向串聯模式的切換。此時，由于MG1轉矩(負轉矩)向負方向增加，從而發動機10的轉速會降低。由于通過發動機10的轉速的降低而慣性轉矩會向驅動輪90側釋放，因此MG2轉 矩會減小。通過使發動機10的轉速降低，從而使變速比以接近Lo旋轉同步變速比的方式進行變化。

在時間t3處，由于在變速比與Lo旋轉同步變速比同步的時間點MG1轉矩的大小向正方向被減少，從而維持了同步狀態。此時，使供給至離合器C1的液壓下降以使離合器C1成為釋放狀態，并且使供給至離合器CS的液壓增加以使離合器CS成為卡合狀態。

在時間t4處，由于離合器CS的液壓增加至上限值，從而完成了向串聯模式的切換。當向串聯模式的切換完成時，開始實施向并聯Hi模式的切換。當開始實施向并聯Hi模式的切換時，通過使MG20的負轉矩向負方向增加從而使發動機10的轉速進一步降低。因此，變速比以接近Hi旋轉同步變速比的方式進行變化。此時，由于發動機10的輸出軸從驅動輪90被斷開，因此慣性轉矩不會被釋放。

在時間t5處，由于在變速比與Hi旋轉時變速比同步的時間點第一MG20的負轉矩向正方向被減少，從而維持了同步狀態。此時，使供給至制動器B1的液壓增加以使制動器B1成為卡合狀態。然后，在時間t6處完成向并聯Hi模式的切換。

以如上方式，根據本實施方式所涉及的混合動力車輛，在要求實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況下以及要求實施串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的切換的情況下(即，要求實施行駛模式的切換以及變速部40的變速級的切換的情況下)，選擇性地執行第一切換控制與第二切換控制，其中，所述第一切換控制為經由串聯模式而對行駛模式以及變速級進行切換的控制，所述第二切換控制為，在不經由串聯模式的條件下，于實施了行駛模式的切換以及變速部40的變速級的切換中的一方的切換后，實施另一方的切換的控制。因此，由于與同時對行駛模式與變速部40的變速級進行切換的情況相比，抑制了同時進行控制的控制元件的增加，因此能夠實現變速控制的簡化。并且，能夠根據車輛的狀態而適當地選擇經由串聯模式的第一切換控制與不經由串聯模式的第二切換控制之中的某一方的切換控制。

<改變例>

上述的實施方式例如能夠以如下的方式來進行改變。

(1)在本實施方式中，主要對實施串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的切換的情況進行了說明。

然而，由于實施串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的切換的情況也同樣地通過選擇性地執行第一切換控制與第二切換控制，從而抑制了同時被進行控制的控制元件的增加，因此能夠實現變速控制的簡化。另外，由于串聯并聯Hi模式與并聯Lo模式之間的控制模式的切換，同串聯并聯Lo模式與并聯Hi模式之間的控制模式的切換相比，除了使離合器C1與制動器B1的卡合的組合與所進行同步的變速比不同以外均為相同，因此不重復進行其詳細說明。

(2)在本實施方式中，對如下的情況進行了說明，即，根據切換前的動力傳遞裝置的變速比的實際值(或者切換后的動力傳遞裝置的變速比的目標值)是否被包括在Lo旋轉同步變速比與Hi同步轉速比之間，來確定是通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第二切換控制來對控制模式進行切換。然而，確定通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第二切換控制來對控制模式進行切換的條件并不限定于上述的條件。

(2-1)例如，控制裝置100也可以在車輛負載高于根據熱損失而被設定的閾值的情況下，通過第一切換控制來對控制模式進行切換。第一切換控制下的控制模式的切換與第二切換控制下的控制模式的切換相比，由于受到伴隨于由MG1轉矩所實現的同步控制等的影響而電流所流經的路徑較多，從而電熱損失會變得較大。另一方面，第二切換控制下的控制模式的切換中，會產生由于使卡合元件滑動而引起的機械性的熱損失。該機械性的熱損失具有車輛負載越高則變得越大的傾向。因此，能夠通過將與車輛負載比較的閾值的大小設定為使機械性的熱損失大于電熱損失的值，從而對控制模式的切換時的熱損失的增加進行抑制。

圖20為表示用于根據車輛負載是否高于基于熱損失而被設定的閾值來確定是通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第二切換控制來對控制模式進行切換的映射圖的一個示例的圖。圖20的縱軸表示車輛負載，橫軸表示車速。在圖20中，設定有相對于車速而線性地變化的閾值。另外，圖20中所示的閾值為一個示例，其并不限定于線性，例如也可以為非線性。如圖20所示，閾值被設定為，車速越高則其值越小。

控制裝置100也可以參照圖20所示的映射圖來對與車速對應的閾值進行計算，并在車輛負載超過了閾值的情況下通過第一切換控制來對控制模式進 行切換，在車輛負載低于閾值的情況下通過第二切換控制來對控制模式進行切換。

(2-2)或者，控制裝置100也可以在選擇了用戶要求驅動力的較高響應性的情況下所選擇的運動模式等的模式的情況下，通過第二切換控制來對控制模式進行切換。由于在第一切換控制下的控制模式的切換中，需要依次實施變速比的同步與對卡合元件的卡合狀態進行變更，因此有時從切換開始至結束為止的時間與第二切換控制下的控制模式的切換相比而較長。因此，在由用戶來對運動模式等的模式進行選擇的情況下，通過利用第二切換控制來對控制模式進行切換，能夠更快速地實施控制模式的切換。因此，能夠對驅動力的響應性的惡化進行抑制。

(2-3)或者，控制裝置100也可以在選擇了用戶要求比較安靜的車輛的行駛時所選擇的舒適模式等的模式的情況下，通過第一切換控制來對控制模式進行切換。由于第二切換控制下的控制模式的切換與第一切換控制下的控制模式的切換相比，為使液壓控制的卡合元件滑動而對控制模式進行切換，因此有時在車輛中會產生振動等。因此，在選擇了舒適模式等的模式的情況下，能夠通過利用第一切換控制而對控制模式進行切換來對振動等的產生進行抑制。

(2-4)或者，控制裝置100也可以在油溫低于閾值的情況下，通過第一切換控制來對控制模式進行切換。在作為卡合元件而使用了液壓式多板離合器的情況下，有時在低溫環境下控制性能會惡化。因此，在使卡合元件滑動的情況下，有時在車輛中會產生振動等。在油溫為低于閾值，并使控制性能發生惡化的溫度區域的情況下，能夠通過利用第一切換控制而對控制模式進行切換來對振動等的產生進行抑制。

(2-5)或者，控制裝置100也可以在車輛負載高于根據第一MG20的額定輸出而被設定的閾值的情況下，通過第二切換控制來對控制模式進行切換。第一切換控制下的控制模式的切換與第二切換控制下的控制模式的切換相比，有時第一MG20的輸入輸出功率較大。因此，在車輛負載為超過了第一MG20的額定輸出的值的情況下，能夠通過利用第二切換控制而對控制模式進行切換來對第一MG20超過額定輸出而工作的情況進行抑制。

圖21為表示，用于根據車輛負載是否高于根據第一MG20的額定輸出而被設定的閾值來確定是通過第一切換控制來對控制模式進行切換還是通過第 二切換控制來對控制模式進行切換的映射圖的一個示例的圖。圖21的縱軸表示車輛負載，橫軸表示車速。在圖21中設定有相對于車速而線性地變化的閾值。另外，圖21中所示的閾值為一個示例，其并不限定為線性，例如也可以為非線性。如圖21所示，閾值被設定為，車速越高則其值越小。

控制裝置100也可以參照圖21所示的映射圖來對與車速對應的閾值進行計算，并在車輛負載超過了閾值的情況下通過第二切換控制來對控制模式進行切換，在車輛負載低于閾值的情況下通過第一切換控制來對控制模式進行切換。

(2-6)或者，控制裝置100在第一MG20的溫度或者使第一MG20驅動的逆變器的溫度高于閾值的情況下，通過第二切換控制來對控制模式進行切換。或者，控制裝置100也可以在離合器C1、制動器B1以及離合器CS之中的至少任意一個的溫度高于閾值的情況下，通過第一切換控制來對控制模式進行切換。以此方式，能夠抑制用于控制模式的切換的設備成為高溫。

此外，能夠對上述的實施方式以及其改變例適當地進行組合。

在本次所公開的實施方式中，應考慮為所有的要點均為示例，并且不進行任何限定。本發明的范圍并非通過上述的說明而是通過專利權利要求書來表示，其意圖包括與專利權利要求書等同的內容以及范圍內的全部的變更。

符號說明

1：車輛；2：驅動裝置；10：發動機；21：輸入軸；22、31：旋轉軸；32：減速齒輪；40：變速部；50：差動部；51：副軸驅動齒輪；60：蓄電池；70：副軸；71：從動齒輪；72：驅動齒輪；80：差速器；81：差速器內嚙合齒輪；82：驅動軸；90：驅動輪；100：控制裝置；150：HVECU；160：MGECU；170：發動機ECU；500：液壓回路；B1：制動器；C、S：控制信號；C1、CS：離合器；CA1、CA2：行星齒輪架；P1、P2：小齒輪；R1、R2：內嚙合齒輪；S1、S2：太陽齒輪。